李長(zhǎng)華 向煥東 張鵬

摘 要：以解耦理論為基礎(chǔ)，建立了以拉桿懸置為系統(tǒng)的計(jì)算模型，量化評(píng)估了拉桿懸置等效質(zhì)量改變帶來(lái)的剛體模態(tài)頻率的變化，通過實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證，解決了樣車調(diào)教過程中一種由拉桿懸置剛體模態(tài)引起的加速轟鳴問題。

關(guān)鍵詞：加速轟鳴;拉桿懸置;能量解耦;剛體模態(tài)

汽車舒適性要求越來(lái)越高，相對(duì)應(yīng)的懸置系統(tǒng)就承擔(dān)著更加重要的角色。本文基于解決一種發(fā)動(dòng)機(jī)拉桿懸置引起的加速轟鳴[1-2]問題，以解耦理論為基礎(chǔ)，量化計(jì)算拉桿懸置剛體模態(tài)，解決了該車加速轟鳴，提高該車型的舒適性。

1 問題的提出及解耦計(jì)算方法

1.1 拉桿懸置與發(fā)動(dòng)機(jī)懸置系統(tǒng)

乘用車橫置動(dòng)力總成的懸置系統(tǒng)幾乎都是采用三點(diǎn)式懸置布置，即左懸置、右懸置和拉桿懸置，懸置系統(tǒng)在整車中的位置如圖1所示：

本文重點(diǎn)探討懸置系統(tǒng)中的拉桿懸置，及其模態(tài)特性引起的NVH問題。由拉桿懸置剛體模態(tài)引起的車內(nèi)加速轟鳴聲具有聲壓級(jí)高、聲品質(zhì)影響大等特點(diǎn)，其成因一般是發(fā)動(dòng)機(jī)二階頻率激勵(lì)起拉桿懸置Z向剛體模態(tài)，引起拉桿懸置共振起放大作用，振動(dòng)再經(jīng)過副車架傳遞到車身，通過車身傳遞到乘員艙引起車內(nèi)轟鳴，該轟鳴問題與發(fā)動(dòng)機(jī)振動(dòng)的大小無(wú)關(guān)，與懸置系統(tǒng)的隔振性能無(wú)關(guān)，只與激勵(lì)頻率和拉桿懸置本體模態(tài)特性相關(guān)[3-5]。而激勵(lì)頻率無(wú)法改變，因此獲得拉桿懸置本體的模態(tài)特性即是解決問題的關(guān)鍵點(diǎn)。故本文不討論發(fā)動(dòng)機(jī)系統(tǒng)的振動(dòng)問題，也不從整個(gè)懸置系統(tǒng)的角度展開，而是針對(duì)拉桿懸置本體的模態(tài)特性，提供一種量化計(jì)算拉桿懸置模態(tài)特性的思路，并應(yīng)用到工程問題的解決當(dāng)中。

1.2 拉桿懸置的振動(dòng)模態(tài)

拉桿懸置的結(jié)構(gòu)如圖2（a）所示：

將拉桿懸置視為系統(tǒng)，兩端的橡膠襯套視為橡膠元件，振動(dòng)體質(zhì)量為m kg（鑄鋁支架與兩個(gè)襯套外圈質(zhì)量之和），建立力學(xué)模型如圖2（b）。根據(jù)參考文獻(xiàn)[6-10]，因系統(tǒng)阻尼較小，不考慮系統(tǒng)阻尼，則系統(tǒng)的自由振動(dòng)微分方程為：

為部件的慣性矩和慣性積，m為振動(dòng)體質(zhì)量，為鑄鋁支架與兩個(gè)襯套外圈質(zhì)量之和;K為系統(tǒng)動(dòng)態(tài)剛度矩陣，與各橡膠元件的動(dòng)剛度和安裝角度有關(guān)，;式中，為橡膠元件在自身坐標(biāo)下的動(dòng)剛度矩陣。

為振型的第個(gè)元素;為振型的第個(gè)元素;為質(zhì)量矩陣第行列元素。

根據(jù)式（2）（3）可以得到拉桿懸置的固有頻率和陣型，進(jìn)一步識(shí)別出問題方向的頻率（即拉桿懸置該方向的剛體模態(tài)頻率）。

2 剛體模態(tài)計(jì)算實(shí)例及驗(yàn)證

某車型樣車調(diào)教過程中，發(fā)現(xiàn)在3檔急加速時(shí)3200RPM左右存在加速轟鳴（測(cè)點(diǎn)：車內(nèi)駕駛員右耳），如圖3所示（實(shí)線為噪聲總量，點(diǎn)化線為二階曲線），并進(jìn)一步分析得出此加速轟鳴是由發(fā)動(dòng)機(jī)2階引起，頻率為105Hz左右。

對(duì)拉桿懸置進(jìn)行頻響測(cè)試，結(jié)果顯示拉桿懸置本體Z向存在99Hz模態(tài)頻率，如圖4所示，與問題頻率105Hz接近，而其他系統(tǒng)沒有發(fā)現(xiàn)相近的模態(tài)頻率，故懷疑問題與拉桿懸置相關(guān)。再通過手工方案驗(yàn)證，拉桿懸置上加質(zhì)量塊后轟鳴消失，確定加速轟鳴是由拉桿懸置Z向剛體模態(tài)（后文簡(jiǎn)稱Z向頻率）與動(dòng)力總成激勵(lì)頻率耦合引起。其傳遞路徑為：發(fā)動(dòng)機(jī)激勵(lì)-拉桿懸置-副車架-車身-乘員艙，最終引起乘員艙轟鳴。

2.1 制定方案

由于項(xiàng)目開發(fā)進(jìn)度和成本，從源頭和終端解決該問題顯然不合理，故選擇從傳遞路徑解決問題。其主要思想是避頻，即將拉桿懸置Z向頻率的設(shè)置區(qū)間調(diào)整，問題頻率為105Hz左右，根據(jù)經(jīng)驗(yàn)，避頻20Hz以上就能夠達(dá)到較好的效果。

由于拉桿懸置的設(shè)計(jì)方案和懸置本身的產(chǎn)品特性，可以通過改變等效質(zhì)量、橡膠剛度等辦法改變其Z向頻率，或者增加動(dòng)力吸振器來(lái)解決加速轟鳴[6]。在實(shí)際工程應(yīng)用中，幾種方向的方案都各有優(yōu)缺點(diǎn)[7-12]。通過溝通發(fā)現(xiàn)本文車型供應(yīng)商產(chǎn)品庫(kù)中有與鑄鋁支架相近尺寸、材料為鈑金的產(chǎn)品，微調(diào)后即可應(yīng)用。因此選定增加等效質(zhì)量的方向，制定以鈑金焊接支架來(lái)替代鑄鋁支架的方案。下一步則需要量化拉桿懸置剛體模態(tài)的變化。

2.2 仿真計(jì)算

2.2.1 解耦計(jì)算基礎(chǔ)參數(shù)[13]辨識(shí)

拉桿懸置的慣性參數(shù)：通過CATIA軟件賦予零部件對(duì)應(yīng)的材料屬性，測(cè)得其慣性參數(shù)（不包含兩個(gè)襯套的芯子和橡膠）：Ixx 9.5E-004 Kg*m^2，Iyy 3E-003 Kg*m^2，Izz 3E-003 Kg*m^2，Ixy 3.27E-006 Kg*m^2，Iyz 2.4E-013 Kg*m^2，Iyz -1.3E-010 Kg*m^2;質(zhì)心坐標(biāo)：Xc 87.2mm，Yc -56.5mm，Zc -69.6mm;質(zhì)量： 0.762kg。

橡膠元件彈性位置和剛度：可以從懸置系統(tǒng)計(jì)算報(bào)告中獲取。大襯套位置：Xb 118mm，Yb -56.5mm，Zb -69.6mm;小襯套位置：Xs -5mm，Ys -56.5mm，Zs -69.6mm;大襯套動(dòng)剛度：Kbu 260 N/mm， Kbv 510N/mm，Kbw 227 N/mm;小襯套動(dòng)剛度：Ksu 1358N/mm， Ksv 784N/mm， Ksw 1333N/mm。

安裝角度：拉桿懸置的安裝角度與整車平行，即安裝角度都為0°。

2.2.2 adams解耦模型建立

本文用adams軟件建立拉桿懸置的解耦模型：用box體模擬拉桿懸置支架屬性，用bushing單元模擬橡膠襯套屬性，用bushing單元將box體和地面連接模擬拉桿懸置的安裝狀態(tài)，建立模型如圖5所示：

2.2.3 計(jì)算結(jié)果

原方案解耦結(jié)果如表1所示：

改進(jìn)方案的解耦計(jì)算參數(shù)：改進(jìn)方案是將拉桿懸置的鑄鋁支架更換為鈑金支架，其他構(gòu)件不變，基礎(chǔ)參數(shù)只有慣性參數(shù)不同。但鈑金支架不同的結(jié)構(gòu)對(duì)應(yīng)不同的慣性參數(shù)，計(jì)算后最終選定方案的慣性參數(shù)為，Ixx 1.0E-003 Kg*m^2，Iyy 4E-003 Kg*m^2，Izz 4E-003 Kg*m^2，Ixy -1.26E-005 Kg*m^2，Iyz -4.44E-012 Kg*m^2，Ixz 5.06E-010 Kg*m^2;質(zhì)心坐標(biāo)：-84.1mm，-56.5mm，-69.6mm;質(zhì)量：1.412kg;計(jì)算結(jié)果如表2所示：

2.2.4 解耦結(jié)果辨識(shí)

計(jì)算結(jié)果Z向頻率與試驗(yàn)結(jié)果接近，誤差在5%左右說明計(jì)算方法是比較合理的。有一定誤差，是由于慣性參數(shù)和等效質(zhì)量均是通過軟件獲取，與實(shí)物有一定偏差，另外實(shí)車中拉桿懸置安裝在副車架上，副車架再與車身和其他部件連接，有一定的剛度和阻尼，而計(jì)算模型忽略了這個(gè)因素。

拉桿懸置的解耦計(jì)算結(jié)果，主要考察其Z向頻率，識(shí)別其是否達(dá)到避頻目標(biāo)要求。而解耦率反映的是以拉桿懸置為系統(tǒng)的各方向振型的耦合程度，由于各頻率間隔較大，一定程度的耦合并不一定會(huì)引起整車噪聲問題，故本案例中解耦率不做重點(diǎn)考察。改進(jìn)方案計(jì)算結(jié)果Z方向頻率為76Hz，對(duì)比原狀態(tài)99Hz降低明顯，達(dá)到20Hz的避頻經(jīng)驗(yàn)值，故認(rèn)為改進(jìn)方案能夠滿足避頻的要求。

2.3 實(shí)驗(yàn)驗(yàn)證

供應(yīng)商制作樣件裝車，通過錘擊實(shí)驗(yàn)，拉桿懸置Z向頻率為79Hz，與計(jì)算結(jié)果非常接近。通過車內(nèi)噪聲測(cè)試、整車主觀評(píng)價(jià)發(fā)現(xiàn)3200RPM左右的加速轟鳴消失，原加速轟鳴問題附近的聲壓級(jí)曲線有最大5dB（A）左右的降低，改善效果明顯，測(cè)試結(jié)果圖6所示（實(shí)線為原方案，點(diǎn)化線為改善方案）：

3 總結(jié)

（1）本文通過解耦理論在計(jì)算拉桿懸置剛體模態(tài)上的應(yīng)用，成功的解決了加速轟鳴問題。

（2）擴(kuò)展來(lái)看，該方法也能夠量化評(píng)估拉桿懸置橡膠襯套各向剛度、彈性中心位置、安裝角度的改變帶來(lái)的剛體模態(tài)的變化，具有較強(qiáng)的工程應(yīng)用意義。

參考文獻(xiàn)：

[1]余志生，李克強(qiáng)等.汽車工程手冊(cè)：基礎(chǔ)篇[M].北京：人民交通出版社，2001（405）.

[2]龐劍，諶剛等.汽車噪聲與振動(dòng)-理論與應(yīng)用[M].北京：北京理工大學(xué)出版社，2006：7-10.

[3]潘威，史曉寧等.汽車加速車內(nèi)轟鳴聲控制研究[J].客車技術(shù)與研究，2020（02）：57-59.

[4]武守濤，蔣小余等.基于拉桿式懸置剛體模態(tài)控制的加速車內(nèi)轟鳴聲優(yōu)化-2016中國(guó)汽車工程學(xué)會(huì)論文集[C].2016：1072-1073.

[5]趙靜，周鋐等.轎車乘坐室轟鳴聲的分析與控制研究[J].汽車技術(shù)，2009（10）：16-20.

[6]呂振華，范讓林.動(dòng)力總成-懸置系統(tǒng)振動(dòng)解耦設(shè)計(jì)方法[J].機(jī)械工程學(xué)報(bào)，2005（04）：49-53.

[7]周昌水，鄧兆祥等.動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)建模與解耦優(yōu)化[J].客車技術(shù)與研究，2007（03）：4-5.

[8]方錫邦，陳樹勇等.轎車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振性能的仿真研究[J].合肥工業(yè)大學(xué)學(xué)報(bào)，2003（04）：236-239.

[9]唐政飛.于剛體動(dòng)力學(xué)的動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)的建模分析[D].華中科技大學(xué)，2015（05）.

[10]時(shí)培成.汽車動(dòng)力總成懸置系統(tǒng)隔振分析與優(yōu)化研究[D].合肥工業(yè)大學(xué)，2012（12）.

[11]付江華，周鵬等.某乘用車動(dòng)力總成懸置的NVH性能分析與優(yōu)化[J].機(jī)械設(shè)計(jì)與制造，2018（06）：226-232.

[12]李響，周鋐.動(dòng)力吸振器在轎車低頻轟鳴聲控制中的應(yīng)用[J].設(shè)計(jì)與開發(fā)，2015（01）：9-11.

[13]時(shí)培成，李文江等.基于振動(dòng)傳遞率和能量解耦的懸置系統(tǒng)優(yōu)化[J].先進(jìn)制造工藝技術(shù)，2009（02）：17-18.